第3章电机与减速器的选择
离心式鼓风机设计手册
离心式鼓风机设计手册离心式鼓风机设计手册第一章离心式鼓风机的概述离心式鼓风机是一种用于将空气或气体向某一方向输送的机械装置。
其工作原理为将气体加速至高速后进入离心式叶轮，由于离心力的作用，气体被甩到离心式叶轮外缘，在轮盘的作用下形成了高速气流，最终通过出风口排出。
离心式鼓风机又称离心风机，广泛应用于空气处理、工业气体输送、污水处理等领域。
第二章离心式鼓风机的结构离心式鼓风机主要由进风口、叶轮、轴承、机壳、出风口等部分组成。
进风口通常设有筛网以防止进入杂物，叶轮则是离心式鼓风机的核心组件，一般由多个叶片、中心轴和轮盘组成。
机壳则是保护和支撑叶轮和轴承的结构，出风口则是将气体排出的通道。
另外，为了保证离心式鼓风机的正常运行，通常还需配置电机、减速器、联轴器等辅助设备。
第三章离心式鼓风机的设计要点1.叶轮的设计叶轮是离心式鼓风机的核心组件，其设计要点包括叶片数目、叶片厚度、叶片形状等。
不同的工况需要不同的叶轮设计，一般可采用数值模拟和实验验证相结合的方法进行优化设计。
2.进出风口的设计进出风口的设计直接影响离心式鼓风机的气体流量和压力，应充分考虑其形状、结构和位置的因素，以保证气体的充分进出和流畅通畅。
3.机壳和支承的设计机壳和支承的设计应考虑其对叶轮和轴承的保护和支撑作用，充分考虑载荷、振动等因素，以确保离心式鼓风机的正常运转。
4.电机和减速器的选择电机和减速器的选择应根据离心式鼓风机的负载性质和运行条件来选择，以充分利用其动力输出。
第四章离心式鼓风机的维护和保养离心式鼓风机的维护和保养是保证其长期稳定运行的关键，包括定期检查、润滑、清理等工作。
特别需要注意的是轴承的润滑、清洁和更换，以及电机和减速器的维护保养和更换。
结语离心式鼓风机是一种重要的机械设备，其设计与维护保养对其运行效率和寿命具有至关重要的影响。
我们的设计和管理应遵循科学、合理、可持续的原则，以确保离心式鼓风机的长期稳定运行。
电动机及减速器的选择和计算
电动机及减速器的选择和计算电动机和减速器在机械传动系统中起着至关重要的作用，通过改变输出的转速和扭矩，实现各种工业设备的正常运行。
本文将介绍电动机和减速器的选择和计算过程，并提供一些实际应用中的例子。
1.电动机的选择：在选择电动机时，需要考虑以下几个因素：-功率需求：确定所需的驱动功率，通常以“千瓦”为单位。
这取决于所需的扭矩和旋转速度。
-工作环境：根据工作环境选择适合的电动机类型，如防爆电机、高温电机等。
-载荷特性：根据所提供的负载扭矩和转速特性，选择相应的电动机。
-效率要求：选择高效率的电动机可以降低能源消耗和运行成本。
2.电动机的计算：为了确定所需的电动机参数，可以使用以下公式进行计算：-功率计算：P=Tω，其中P为功率，T为扭矩，ω为角速度。
通过测量或计算负载的扭矩和旋转速度，可以确定所需的功率。
-转速计算：N=60ω/2π，其中N为RPM（每分钟转数），ω为角速度。
根据工作需求确定所需的转速。
-扭矩计算：T=9.55P/N，其中T为扭矩，P为功率，N为RPM。
通过计算所需的扭矩，可以确定适合的电机。
3.减速器的选择：在选择减速器时，需要考虑以下几个因素：-减速比：确定所需的输出转速与输入转速的比值。
根据实际需求确定减速比，以实现所需的扭矩和转速要求。
-负载特性：根据负载的特性，选择适当的减速器类型，如行星齿轮减速器、螺旋伞齿轮减速器等。
-精度要求：根据实际需求选择减速器的精度等级，以满足精度要求。
-效率要求：选择高效率的减速器可以降低能源消耗和运行成本。
4.减速器的计算：为了确定所需的减速器参数，可以使用以下公式进行计算：-减速比计算：i=Ns/Nm，其中i为减速比，Ns为输出转速，Nm为输入转速。
根据所需的输出转速和输入转速计算减速比。
-扭矩计算：Tm=Ta/i，其中Tm为电机输出扭矩，Ta为负载扭矩。
根据负载和减速比计算所需的电机输出扭矩。
-减速器效率计算：η=(Tm×Nm)/(Ta×Ns)。
二级减速器设计方案精选全文
精选全文完整版（可编辑修改）目录第一章：传动方案的拟定及说明 (2)第二章：电动机的选择 (2)第三章：计算传动装置的运动和动力参数 (3)一．传动比分配二．运动和动力参数计算第四章：带传动设计 (4)一．带传动设计二．V带的结构图第五章：齿轮设计 (6)一．高速级齿轮传动设计二．低速级齿轮传动设计三．齿轮结构图四．齿轮设计归纳总结第六章：减速器装配草图设计 (14)一．减速器零件的位置尺寸二．减速器装配草图第七章：轴的设计计算 (15)一．高速轴的设计计算二．中间轴的设计计算三．低速轴的设计计算第八章：滚动轴承的选择及计算 (18)第九章：键连接的选择及校核计算 (19)一．中间轴上键的选择及校核计算二．低速轴上键的选择及校核计算第十章：联轴器的选择 (20)第十一章：减速器箱体和附件的选择 (20)第十二章：润滑与密封 (21)第十三章：设计小结 (21)第十四章：参考文献………………………………………………………………22 第一章：传动方案的拟定及说明已知：带式输送机驱动卷筒的转速为w n =71r/min ，减速器的输出功率w P =5.2kw ，该设备的使用年限为29年，一年工作365天，工作制为单班制（8小时），工作中有轻微振动。
传动方案的拟定为双级圆柱齿轮减速器，采用高速级分流式。
齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。
减速器结构较复杂，但可用于大功率，变载荷场合。
第二章：电动机的选择一：电动机容量 1． 工作机所需功率w P已知：w P =5.2kw,转速w n =71r/min 2.电动机的输出功率d P 由表2-4得：V 带传动效率1η=0.96，弹性联轴器传动效率2η=0.99，闭式圆柱齿轮传动效率4η,6η,8η=0-97，滚动轴承传动效率3η,5η,7η=0.99，考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为η=1η2η4η6η8η3η5η7η=0.84故电动机的输出功率d P =P wη=5.2kw /0.84=6.19KW3.电动机的额定功率edP根据计算出的输出功率查表20-1可得电动机额定功率edP =7.5kw 。
第3章 机构设计(2俯仰机构)
a）俯仰机构驱动装置
b）俯仰钢丝绳缠绕系统
1—电动机；2—高速轴联轴器；3—高速轴制动器；4—减速器；
5—应急机构；6—低速轴联轴器；7—双联卷筒；8—限位开关装置；9—低速轴制动器
例图 5-3-2.1 俯仰机构
俯仰钢丝绳缠绕系统的坐标如例图 5-3-2.2 所示，坐标以前后大梁的联接铰点为坐
标原点，其他各滑轮组的坐标为：
为保持双联卷筒两组钢丝绳载荷均衡，通常在梯形架俯仰定滑轮组中设置平衡滑 块，在俯仰过程中可以保持载荷均衡。当一侧钢丝绳突然断裂，此平衡滑块将保证另一 组钢丝绳将前大梁支撑住。由于当一组钢丝绳断裂时，另一组突然加载，将使平衡滑块 产生剧烈冲击，所以在设计时往往采取在梯形架上将两根钢丝绳分别用螺栓扣联接。安 装时，调整好两组钢丝绳的受载达到基本均衡，运行时当一组钢丝绳断裂时，另一组不 会产生剧烈冲击。当前大梁上仰至极限位置时，安全钩应挂上，并和俯仰机构联锁。 1．电动机及其选型
5-3-19
图 5-3-2.8 钢丝绳绕组的均衡装置
为了换绳方便，俯仰机构也用一根钢丝绳绕过均衡滑轮和设置在绳上的特殊保护装 置，使其成为独立的受载钢丝绳，可起到均衡作用，且还可以起到对一边的断绳的保护 作用。
（三）俯仰钢丝绳的接头型式
设有均衡滑轮的俯仰钢丝绳通常只有一根，钢丝绳的两头均用钢丝绳压板固定在卷 筒上，接头型式有如下几种： 1．钢丝绳在卷筒上的固定
二级减速器课程设计
课程设计评语前言减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。
汽轮机的减速器都采用斜齿轮，斜齿一般具有渐开形，新的减速器齿轮采用螺线形斜齿轮。
汽轮机减速器齿轮是将斜齿轮成组的组装在一起成为人字形齿轮组，用来平衡斜齿轮工作时的轴向推力，从而保证齿轮啮合良好。
在有些小型汽轮机的减速器上，靠发电机侧的大齿轮轴承，除有支承作用外，在轴承两侧还浇铸有乌金，并开有倾斜油槽，与装在大齿轮轴上的两个推力盘组成推力轴承，来承受轴向推力。
大齿轮工作时的轴向推力，可能来自发电机，也可能是斜齿轮工作时残余的轴向不平衡推力。
机械设计课程设计任务书题目设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器学生姓名______指导教师__张旦闻____1、电动机2、小皮带轮3、减速箱4、联轴器5、皮带轮6、大带轮7、高速齿轮8、低速齿轮9运输带设计参数:运输带工作拉力:F=1200N 运输带工作速度:V=1.5m/s卷筒直径:D=200mm 工作条件:连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘；运输带速度允许误差土5％；两班制工作，3年大修，使用期10年。
(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑) 。
加工条件:生产20台，中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮。
设计工作量: 1．减速器装配图1张(A0或A1)；2．零件图1—3张；3．设计说明书1份。
目录第一章工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于卷筒输送带，工作速度不高（V=1.5m/s）,输送带工作拉力不大(F=1200N),因而传递的功率也不会太大。
由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(10年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。
一级圆柱齿轮减速器说明书
机械设计基础课程设计课题名称：一级圆柱齿轮减速器的设计计算系别：机电工程系专业：机电一体化班级：12级机电班姓名：学号：指导老师：完成日期：年月日目录摘要 (1)第一章绪论 (2)1.1概述 (2)1.2本文研究容 (2)第二章减速机的介绍 (2)2.1减速机的特点、用途及作用 (2)2.2减速器的基本构造和基本运动原理 (3)第三章电动机的选择 (5)3.1电动机类型和结构的选择 (5)3.2电动机容量选择 (5)3.3电动机转速 (6)3.4传动比分配和动力运动参数计算 (7)第四章齿轮传动的设计及校核 (9)4.1齿轮材料和热处理的选择 (9)4.2齿轮几何尺寸的设计计算 (9)4.3 齿轮的结构设计 (13)第五章V带传动的设计计算 (14)各类数据的计算 (14)第六章轴的设计与校核 (17)6.1轴的设计 (17)6.2轴材料的选择和尺寸计算 (17)6.3轴的强度校核 (18)第七章轴承的选择和校核 (21)轴承的选择和校核 (21)第八章键的选择和校核 (24)8.1 I轴和II轴键的选择和键的参数 (24)8.2 I轴和II轴键的校核 (25)第九章联轴器的选择和校核 (26)9.1联轴器的选择 (26)9.2联轴器的校核 (27)第十章减速器的润滑和密封 (27)减速器的润滑和密封 (27)第十一章箱体设计 (28)箱体的结构尺寸 (28)第十二章参考文献 (31)摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
它的主要有优点是：1.瞬时传动比恒定、工作为平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间运动和动力。
2.适用的功率和速度围广；η之间；3.传动效率高，%=.0-9885.0%92234.工作为可靠、使用寿命长；5.外轮廓尺寸小、结构运送。
由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作为机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用力，在现代机械中应用极为广泛。
6.国的减速器多以齿轮传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。
起重机械起升机构之减速器设计
目录第1章绪论 (1)1.1课程设计目的和要求 (1)1.1.1设计目的 (1)1.1.2课程设计的要求 (1)1.2设计的内容及步骤 (1)1.2.1减速器机构计算 (1)1.2.2绘制正式工作图 (1)1.2.3编制技术文件 (1)1.3课程设计进度安排 (1)1.4课程设计提交内容 (1)第2章减速器的概论 (2)2.1减速器工作特点及类型 (2)2.1.1基本结构 (2)2.1.2基本分类 (3)2.1.3发展趋势 (3)第3章减速器的选择 (4)3.1计算传动比 (4)3.2减速器的验算 (4)3.3减速器工作图及工作原理 (5)3.4减速器的结构和附件设计 (6)第4章设计总结 (9)第1章绪论1.1课程设计目的和要求1.1.1设计目的《起重机课程设计》是现代港口设备与自动化/计算机科学与技术专业一个重要的实践教学环节，是对学生进行的较全面的技术设计训练。
1.1.2课程设计的要求通过起重机课程设计，使我们掌握桥式起重机减速器的设计计算方法和步骤；使我们对减速器、工作原理、安装要求等有进一步地了解；培养学生综合运用基础知识和专业理论知识分析和解决工程实际问题的能力；培养学生具有熟练地查阅各种技术标准与规范、使用设计手册和设计资料等的能力。
1.2设计的内容及步骤1.2.1减速器机构计算确定减速器传动比，绘制减速器、减速器传动简图；进行减速器设计计算。
1.2.2绘制正式工作图绘制减速器传动简图、减速器CAD机械图1.2.3编制技术文件整理设计计算内容、整理图纸；编写设计计算书。
1.3课程设计进度安排按老师计划安排，起重机械课程设计总学时数为1周，其进度及时间大致分配如下：1.4课程设计提交内容（1）设计计算书一份；（2）绘制减速器传动简图一张、减速器CAD机械图一张第2章减速器的概论2.1减速器工作特点及类型减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。
行走减速器的选择原则
行走减速器的选择原则主要包括以下几点：
减速器速比：减速器的速比要满足应用需求，一般根据电机的转速和减速器输出转速计算得出。
输出转矩：根据电机的功率和常数，选用合适的减速器速比，计算出扭矩值。
扭矩值需满足减速器的使用寿命要求，并考虑加速度的扭矩值（TP）。
额定功率：根据应用条件（如工况常数KA、起动常数KS、系统可靠性常数KR等）计算出减速器的额定功率，选择符合要求的减速器。
热负荷值：根据工作环境的温度、运行周期和电功率利用率等，计算出减速器的热负荷值，选择符合要求的减速器。
负载特性：根据实际负载的特性（如负载类型、大小、惯性、可逆性、变化和响应速度等）选择合适的减速器类型、速比和型号。
其他因素：在选择行走减速器时，还需要考虑其他因素，如负载的重量、工作环境的恶劣程度、安装空间等。
综上所述，选择行走减速器时需要综合考虑多方面的因素，以确保选择的减速器能够满足实际应用的需求，并保证安全可靠的工作性能。
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第3章电机与减速器的选择3.1概述回转支承在送料小车中主要实现料台的回转运动运动，由于料台回转有一定的速度限制，为了使回转小车在一定速度下运转，需要设计减速器，同时选择合适的电动机。
根据送料小车的设计要求可知，减速器的传动比较大，要求结构紧凑，而用于短期间歇使用，综合考虑应选用涡轮蜗杆传动。
在涡轮蜗杆传动中，1圆弧圆柱蜗杆减速器适用于起重、运输、化工、轻工等部门，其包括CWV 、CWS 、CWO 三个系列，采用圆环面包络圆柱蜗杆，其输入轴(蜗杆轴)转速不超过1500r/min ，工作环境温度范围-40°～40°为实现回转支承的转速为4.5r/min 设计的传动链为：电动机——减速器——回转支承——回转料台，回转支撑的外齿与圆柱齿轮啮合，圆柱齿轮与涡轮安装在同一轴上，电动机输入的转速通过涡轮蜗杆减速后，又通过直齿圆柱齿轮的减速，从而实现料台的回转运动。
3.2电动机的选择确定由回转支承外齿模数M=8，齿数Z 2=127,De=1047.5可知该传动系统传递功率不大，故采用闭式软齿面齿轮传动，通常Z 1=20～40，初选Z 1=24,则i=5，在常用机械传动的单级传动比推荐值范围内，只需校核齿根弯曲疲劳强度，校核公式为a a 1m bd 2S F F Y Y K πσ=≦[F σ]。
因传递功率不大，转速不高齿轮材料选用便于制造且价格便宜的材料，故小齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS ，因该小车为一般工作机器，速度不高，固齿轮精度等级选用8级精度。
由表13-8（《机械设计基础》，徐启贺主编）初选齿宽系数d φ=0.8，已知T 1=1000N 、T 2=3000N,载荷系数K=1.21d 1=mz 1=192mm 、m=8，由表13-7（《机械设计基础》，徐启贺主编）齿形系数得 Y 1a F =2.65、Y 2a F =2.17， 由表13-7（《机械设计基础》，徐启贺主编）应力修正系数得Y 1a S =1.58、Y 2Sa =1.802，由图13-9（《机械设计基础》，徐启贺主编）查得弯曲疲劳强度寿命系数Y 1N 、Y 2N ，Y 1N =Y 2N =1。
取弯曲强度最小安全系数 S F =1.4计算许应弯曲应力[1F σ]=F N F S Y 11lim ς=321.4mp, [2F σ]=4.11400⨯=285.7mp 1F σ=1a 1a 11mbd 2S F Y Y KT =58.165.28192150100021.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯=0.13mp ＜[1F σ]=321.4mp 2F σ=2a 2a 11mbd 2S F Y Y KT =80.117.28192150300021.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯=0.123＜[2F σ]=285.7mp 因此有上述可知与回转支承相啮合的支持圆柱齿轮的齿数Z 1=24满足条件，该齿轮动的分度圆直径d 1=mz 1=192mm 。
已知回转支承分度圆直径d 2=mz 2=127×8=1016mm1221d d n n =由回转料台转速n 2=4.5r/min 可知n 1=23.8r/min ，由已知条件设计减速器传动比i=40，所以输入减速器的转速n=i n 2=40×23.8r/min=952.4 r/min 已知回转料台n 2=4.5r/mi 、T=3000N.m ，输出功率P w =9550n w T kw=1.41kw ，P d =ww ηP w η=43221ηηηη=0.982×0.97×0.99×0.98=0.901η、2η、3η、4η为从电动机到回转料台之间的传递效率1η--滚动轴承传动效率，2η--圆柱齿轮传动效率，3η--弹性联轴器效率， 4η--回转支承传动效率；以上数据由表2-4（《机械设计课程设计》王坤、何小柏等主编）可查得。
由电动机转速n=952.4r/min 、P d =1.57Kw ，初步选择同步转速为1000r/min (6级)、Ped=3、满载转速为960r/min ，型号为Y132S-6的三相异步电动机3.3减速器Ⅰ的选择确定3.3.1减速器方案的比较由工作机要求可知，减速器需要有较大的传动比和传动方向的改变，通过查阅《机械设计手册》第三版 第3卷 成大先主编，化学工业出版社 减速器篇，选出2种方案进行比较，以下是方案的比较：⑴圆弧圆柱蜗杆减速器，其传动特点如下:①蜗杆与蜗轮两轴投影交角为90 ，两轴线不在同一平面内，且可改变运动方向②传动比大，蜗杆为主动，蜗轮为从动③传动平稳，无噪音，蜗杆蜗轮都是螺旋齿啮合，体积小，结构紧凑④能自锁，即不能以蜗轮为主动反过来带动蜗杆，因此广泛用于起重减速机构⑵圆锥齿轮减速器，其传动特点如下:①圆锥直齿制造方便，对变形及安装误差很敏感，承载能力较低，噪声大，传动速度较低②可以改变运动方向③圆锥弧形齿轮传动平稳，承载能力强，常用于汽车、船舶等动力机械中的行星机构，但制造比较困难④传动比较小，常用i=1～6通过上述比较，综合实际应用考虑，选择方案（1）减速器比较合适3.3.2减速器型号及相关参数的确定由于此减速器用于料台的回转运动部分，查设计手册，初选减速器型号为CWS，为标准形式，风扇冷却。
根据小车使用的已知条件，即原动机为电动机，输入转速n1=960r/min、输出转矩T2=1000N.m启动转矩Tmax2=3000N.m、公称传动比i=40、输出轴轴端负荷FR=5000N，每日工作16小时，每小时启动25次，每次运转1min，工作环境温度为30︒c由已知条件，工作机为运输机，属中等冲击载荷原动机为电动机，每日工作16h，由表16-1-74（机械设计手册第三版第3卷，成大先主编，化学工业出版社）查得每日运转时间系数f1=1.25每小时启动25次，由表16-1-75（手册同上）查得启动频率系数f2=1.1每小时载荷率Jc =60251⨯×100﹪=42﹪，由表16-1-76（手册同上）查得小时负荷率系数f3=0.78工作环境温度为30︒c由表16-1-77（手册同上）查得f4=1.14减速器型号为CWS，由表16-1-78（手册同上）查得f5=1风扇冷却的热损耗系数，由表16-1-79（手册同上）查得f6=13.3.3减速器强度的校核按机械强度和热极限强度公式计算出输出转矩值：TJ2=T2f1f2=1000×1.25×1.1=1375N.mTJ2=T2f3f4f5f6=1000×0.78×1.14×1×1=886.9N.m根据上述计算结果，机械强度大于热极限强度，故应按TJ2=1375N.m 进行选择。
输出轴转速n2=40960=24r/min由表16-1-72（手册同上）查得最接近的减速器为a=125㎜，T2= 1400N.m略大于要求值，符合要求3.3.4减速器输出轴轴端负荷的校核减速器输出轴轴端许用负荷取决于蜗轮轴的转速及额定转矩按下列公式计算FR =fL.R FA= fL.A式中FR-----输出轴轴端径向许应负荷FA-----输出轴轴端轴向许应负荷fL-----速度系数R------径向载荷系数A------轴向载荷系数⑴校核减速器输出轴轴端轴向许应载荷由表16-1-72（手册同上）查得速度系数fL=0.7由表16-1-73（手册同上）查得轴向载荷系数A=10200NFA = fL×A=0.7×10200=7140N计算所得结果大于要求值，满足要求。
⑵校核许应尖峰载荷Tmax2Tmax2=1400×2.5=3500N.m计算所得结果大于3000N.m满足要求则最终选择减速器型号为CWS125-40-ⅢF(GB9147-88)。
3.4减速器Ⅱ的选择确定3.4.1减速器方案的比较由工作机要求可知，减速器需要有较大的传动比和传动方向的改变，通过查阅《机械设计手册》（第三版）第3卷（成大先主编，化学工业出版社）减速器篇，选出2种方案进行比较，以下是方案的比较：⑴圆弧圆柱蜗杆减速器，其传动特点如下:①蜗杆与蜗轮两轴投影交角为90 ，两轴线不在同一平面内，且可改变运动方向②传动比大，蜗杆为主动，蜗轮为从动③传动平稳，无噪音，蜗杆蜗轮都是螺旋齿啮合，体积小，结构紧凑④能自锁，即不能以蜗轮为主动反过来带动蜗杆，因此广泛用于起重减速机构⑵圆锥齿轮减速器，其传动特点如下:⑤圆锥直齿制造方便，对变形及安装误差很敏感，承载能力较低，噪声大，传动速度较低⑥可以改变运动方向⑦圆锥弧形齿轮传动平稳，承载能力强，常用于汽车、船舶等动力机械中的行星机构，但制造比较困难⑧传动比较小，常用i=1～6通过上述比较，综合实际应用考虑，选择方案（1）减速器比较合适3.4.2减速器型号及相关参数的确定由于此减速器用于小车的直线运动部分，查设计手册，初选减速器型号为CW0，为标准形式，风扇冷却。
根据小车使用的已知条件，即原动机为电动机，输入转速n1=960r/min、小车移动速度V=500mm/s、输出转矩T2=1200N.m启动转矩Tmax2=4000N.m、公称传动比i=63、输出轴轴端负荷FR=1000N，每日工作16小时，每小时启动15次，每次运转3min，工作环境温度为30 c由已知条件，工作机为运输机，属中等冲击载荷原动机为电动机，每日工作16h，由表16-1-74（机械设计手册第三版第3卷，成大先主编，化学工业出版社）查得每日运转时间系数f1=1.25每小时启动15次，由表16-1-75（手册同上）查得启动频率系数f2=1.1每小时载荷率Jc =601513⨯×100﹪=75﹪，由表16-1-76（手册同上）查得小时负荷率系数f3=0.93工作环境温度为30︒c由表16-1-77（手册同上）查得f4=1.14减速器型号为CWS，由表16-1-78（手册同上）查得f5=1.2风扇冷却的热损耗系数，由表16-1-79（手册同上）查得f6=1 3.4.3减速器强度的校核按机械强度和热极限强度公式计算出输出转矩值：TJ2=T2f1f2=1200×1.25×1.1=1650N.mTJ2=T2f3f4f5f6=1200×0.93×1.14×1.2×1=1526N.m根据上述计算结果，机械强度大于热极限强度，故应按TJ2=1650N.m 进行选择。
输出轴转速n2=63960=15.2r/min由表16-1-74（手册同上）查得最接近的减速器为a=160㎜，T2= 1800N.m略大于要求值，符合要求3.4.4减速器输出轴轴端负荷的校核减速器输出轴轴端许用负荷取决于蜗轮轴的转速及额定转矩按下列公式计算FR =fL.R FA= fL.A式中FR-----输出轴轴端径向许应负荷FA-----输出轴轴端轴向许应负荷fL-----速度系数R------径向载荷系数A------轴向载荷系数⑴校核减速器输出轴轴端轴向许应载荷由表16-1-72（手册同上）查得速度系数fL=0.8由表16-1-73（手册同上）查得轴向载荷系数A=13300NFA = fL×A=0.8×13300=10640N计算所得结果大于要求值，满足要求。